徐继东，阮寅生, 2，王磊，臧加伦，白书战

1.潍柴动力股份有限公司发动机技术研究院，山东潍坊 261061；

2.山东大学能源与动力工程学院，山东济南 250061

0 引言

配气机构是发动机的关键组成部分,按照每一缸的发火顺序和工作循环的要求,定时开关各缸的进、排气门，以便吸入足量的新鲜充量(空气或混合气)，排出燃烧做功后的废气。在压缩与做功过程中，关闭气门保证燃烧室的密封。

气门与气门座圈作为发动机配气机构的主要执行部件，是保证发动机动力性、经济性、可靠性和耐久性的重要零部件[1]。气门与气门座圈与发动机燃烧室内的高温燃气直接接触，工作环境十分恶劣，尤其是气门头部所受热负荷高，散热困难。同时，气门承受较大的机械负荷，包括燃烧室内爆发压力和气门弹簧力，以及气门高速运动的惯性力使得气门落座时承受较大的冲击力。随着发动机强化程度的日益提高，缸内最大爆发压力和燃烧温度越来越高，另外甲醇、二甲醚等各种替代燃料使得燃烧室周边部件的工作环境更加恶劣，气门与气门座圈间的密封及磨损问题日益受到重视[2]。气门的严重磨损导致发动机动力不足、性能下降[3-4]，具体表现为气门漏气、缸压过低。因此，开展对气门与气门座圈可靠性的研究，分析其磨损特性十分必要。目前的研究热点主要集中在气门及座圈的材料分析上[5-8]，对磨损机理的研究相对较少。气门和座圈接触面上的滑移会产生较大的滑动摩擦系数，和气门和座圈的磨损关系密切。本文中通过仿真手段研究各种因素对于对气门与座圈的滑移量的影响，从而为气门及座圈的磨损机理研究提供一定的帮助。

1 计算模型

为了更好地模拟气门与气门座圈的工作状态，首先对发动机气门、座圈及缸盖建立准确的几何模型，如图1所示。所建立的三维模型包括发动机机体、缸盖、缸套、气门、座圈以及相应的连接螺栓，按照实际状态进行装配组合。

将建好的几何模型导入前处理软件中预处理并进行面网格及体网格划分，除气门和气门座圈采用六面体网格外，其余部件均采用四面体网格进行网格划分。为了保证仿真分析精度，并有利于后期数据的处理，将气门和气门座圈接触密封处的网格节点一一对应。另外为了保证计算精度和计算时间，首先开展了网格无关性验证分析。图2为气门-座圈的网格模型。计算模型网格总数约为452万，节点总数约为181万。

开展温度场分析，获得整个模型的温度场分析结果。结构有限元分析时，将温度场结果作为热载荷施加到模型中，再施加机械载荷，开展热-机耦合强度分析，获得热机耦合应力结果[9-11]。研究表明，根据气门与气门座圈的作用形式，磨损的主要形式为粘着磨损[12]。在Archard磨损模型中，密封面上的滑移量是计算磨损的重要变量，因此基于热机耦合作用的气门与座圈接触面的滑移量计算必不可少。

计算温度场时，边界条件按照第三类边界条件施加，即给定模型边界面的温度和对流换热系数。发动机缸盖火力面的温度根据一维热力学计算获得，并考虑换热系数受到缸内气流运动的影响，合并考虑其它因素，按照随缸径变化的函数关系施加[13-14]。进排气道的边界条件由额定工况下的参数按照经验公式计算获得；水腔的热边界条件通过冷却水腔的计算流体动力学(computational fluid dynamic,CFD)计算分析获得，并投影到有限元边界网格上；其余机体、缸盖和环境的热边界条件设为温度为30 ℃，对流换热系数为16 W/(m2·K)。

利用有限元分析应力及变形计算时，机体与缸盖、缸盖与缸套、气门座圈与缸盖、气门与气门座圈之间的密封接触采用接触对约束进行模拟，气门与气门座圈间的摩擦系数为0.4[15]；其它部件间的接触关系均采用绑定约束进行模拟；根据部件图纸，气门座圈与缸盖之间的半径方向过盈量为0.08 mm；缸盖火力板和缸套内壁上止点以上部位施加额定工况下的爆发压力；气门落座力按照动力学计算结果施加。

2 滑移量分析

部件承受外界压力时会产生弹性变形。发动机气门承受缸内爆发压力作用时，气门和气门座圈之间会产生微小的滑移量，外界载荷作用下气门与座圈密封面上滑移示意图如图3所示。图中，PC为缸内爆发压力，S0为气门和气门座圈间的滑移量。本文中从缸内爆发压力、气门落座力的两个机械载荷作用条件以及气门锥角和气门与座圈的密封宽度两个结构因素进行仿真分析，详细研究气门与座圈间接触面上滑移量的影响因素。

2.1 气门落座力和气门锥角对滑移量的影响

气门锥角为气门密封锥面与气门顶平面之间的夹角，是发动机气门结构的关键设计参数之一。大量的实用经验表明气门锥角对气门的磨损有很大的影响。气门座圈受力简图如图4所示，气门落座过程中产生的气门落座力FC，将FC分解为垂直于接触面的正压力FN和平行于锥面的剪切力FQ。FN过大会导致材料崩坏，FQ过大导致材料产生塑性变形。由于金属材料的抗剪切能力较弱，但抗压能力较强，从受力分析可知FQ是引起气门与气门座圈接触面产生滑移的主要因素，所以FQ是引起气门磨损的主要因素，

FQ=FCsinα，

(1)

式中α为气门锥角。剪切力与气门锥角的正弦值成正比，与气门落座力成正比，减小气门锥角，有利于减少剪切应力引起的滑移量，从而改善磨损。

改变气门锥角，开展有限元仿真，计算气门和座圈密封面上节点的滑移量。气门锥角对气门与座圈密封面滑移量的影响如图5所示。由图5可知，密封面上节点的滑移量随着气门锥角的增大而增大，并且增幅逐渐增大，这与前面的理论分析是一致的，合理选择气门锥角，能够减小滑移量，进而降低磨损量。

气门锥角不变时，剪切力与气门落座力成正比。因此仿真分析不同气门落座力对于滑移量的影响。气门落座力对气门密封面滑移量的影响如图6所示。由图6可知，随着气门落座力的增加，滑移量几乎成正比例增加。

2.2 缸内爆发压力对滑移量的影响

气门底部是燃烧室的组成边界，缸内燃烧时受到压力的作用，爆发压力是燃烧时产生的峰值压力，是气门受到的最大机械载荷。爆发压力对气门和座圈密封面上的剪应力和滑移量有重要影响。爆发压力施加在气门底部和气门座圈的底部，爆发压力对气门和座圈密封面上节点滑移量的影响和气门落座力对滑移量的的影响类似，缸内爆发压力对滑移量的影响如图7所示。由图7可知，气门和座圈密封面的滑移量随缸内最大爆发压力的增大几乎呈正比例线性增长，所以缸内最高爆发压力是影响气门和座圈密封面滑移量的重要因素之一。

2.3 密封宽度对滑移量的影响

结构设计时，气门锥角应与气门座圈的锥角相适应以保证气门和气门座圈不以锥面的全宽接触，有效增加密封锥面的接触压力，加速磨合，切断和挤出气门和座圈之间的积碳或积垢，维持气门和座圈锥面的良好密封性，一般情况下气门锥角比气门座圈锥角略小0.5°～1°。气门与气门座圈配合的结构如图8所示。由图8可知，气门和座圈密封面的角度差非常小。由于气门和气门座圈都存在弹性变形，尤其是气门的刚度和硬度小于气门座圈，因此可以认为二者是完全接触密封的。气门与气门座圈的密封宽度对接触面的承压有直接影响，因此对气门和座圈接触面上节点的滑移量也有着很大影响。

其它因素不变，仅考虑密封宽度变化时，气门和座圈接触面滑移量随密封宽度的变化如图9所示。由图9可知，密封宽度越大，滑移量越小，但不是线性变化关系。密封宽度越大，气门和座圈的接触面积就越大，气门落座后单位面积上所承受的压力载荷也就越小，因此气门和座圈间的相对的滑移量也就越小。

3 结论

利用有限元方法，研究结构因素和载荷因素对气门和气门座圈滑移量的影响，得出如下结论：气门落座力和爆发压力越大，滑移量越大；气门锥角越大，滑移量越大；密封宽度越大，滑移量越小。因此随着发动机强化程度的提高，爆发压力和热负荷越来越大，为了减小气门和座圈的磨损，应尽可能减小气门的落座力，并对气门锥角和密封宽度等进行结构优化设计。